7.4. Потери от влажности водяного пара

(самостоятельное изучение с привлечением учебника)

В последних ступенях конденсационных турбин ТЭС и в большинстве ступеней паровых турбин АЭС осуществляется процесс расширения влажного пара. Его основными характеристиками являются степень сухости х=m¹¹/(m¹+m¹¹) или степень влажности y=1-x, где m¹¹- масса сухого насыщенного пара, m¹ – масса влаги. Процессы преобразования энергии в проточной части турбинной ступени (рис. 7.9,а) при движении влажного пара сопровождаются дополнительными потерями от влажности, которые определяются следующим факторами:

• неустойчивость равновесного состояния;

• запаздывание конденсации с переохлаждением;

• потери на транспорт влаги (разгон и торможение);

• изменение кинематических характеристик (треугольников скоростей);

• дробление и сепарация капель влаги, образование пленок.

а) б)

Рис. 7.9. Процессы расширения влажного пара (а) и треугольники скоростей для

Основного потока и частиц влаги в характерных сечениях решеток последних ступеней (б)

В каналах сопловой и рабочей решеток относительно крупные частицы влаги движутся с отставанием от паровой фазы. В качестве примера на рис. 7.9,б показано для двух характерных сечений по высоте турбинной ступени сравнение треугольников скоростей, в которых сплошные линии определяют кинематику сухого насыщенного пара, а штриховые линии - кинематику капель влаги. Так как скорость капель влаги с₁¹ на выходе из сопловой решетки в абсолютном движении мала, то относительная скорость w₁¹ на входе в каналы рабочей решетки направлена под большим углом ₁¹ и больше по значению, чем для паровой фазы. Поэтому при ударе капель влаги о входную кромку рабочих лопаток со стороны их выпуклой поверхности создается противодействие крутящему моменту на диске ступени, а также формируются условия для эрозионных процессов в лопатках. Существенным является отличие кинематических характеристик и для выходного треугольника скоростей. Все это отражается на эффективности турбинной ступени. В качестве приближенной оценки коэффициента потерь от влажности возможно использование формулы

_вл = 0,5а(y₀ + y₂), (7.13)

где y₀, y₂ – степени влажности, соответственно, на входе в сопловую решетку и на выходе из рабочей решетки турбинной ступени, а=0,4…1,4 – коэффициент, зависящий от конструкции ступени и ее параметров. В предварительных расчетах обычно принимают значение а=0,8…0,9. Более точной, с учетом параметра u/c_ф ступени, является следующая оценка коэффициента потерь:

_вл=2u/с_ф[0,9y₀ + 0,35(y₂ - y₀)]. (7.14)

Кроме ухудшения экономичности, наличие влаги приводит к эрозионному износу, входных кромок рабочих лопаток, а также других элементов турбинной ступени, что снижает ее надежность.

На рис. 7.10 показана схема влагоудаления в последних ступенях ЦНД турбин.

Рис. 7.10. Средства удаления влаги в ЦНД

Поскольку концентрация влаги имеет максимальные значения в периферийных сечениях ступеней, то в межвенцовых зазорах формируются специальные ловушки для влаги, а в сопловых лопатках - щели, через которые пленки влаги удаляются с профиля внутрь полой лопатки. Используются также профили сопловых лопаток с уступами (рис. 7.10), с которых влага срывается в основной поток пара. В современных турбинах для снижения процессов эрозионного износа профилей турбинных решеток их поверхности (иногда только входные кромки) защищают напылением эрозионно-стойкого металла или установкой стеллитовых накладок. Важную роль в сокращении влияния влаги играет отбор пара в регенеративные подогреватели тепловой схемы (при этом в отборы удаляется часть влаги).

7.5. Зависимость _oi=f(u/c_ф) для турбинной ступени

Искомую зависимость получают вычитанием из значения _ол значений ранее рассмотренных коэффициентов дополнительных потерь в ступени (7.2), которые имеют прямую зависимость от параметра u/с_ф. Зависимость _oi=f(u/c_ф) показана на рис. 7.11. Видно, что дополнительные потери не только снижают эффективность ступени, но и уменьшают оптимальное отношение скоростей (u/с_ф)_опт. Отсюда следует, что теплоперепад ступени необходимо выбирать несколько большим, нежели рассчитанный без учета потерь от трения диска, утечек, парциальности и влажности. Абсолютные потери от трения диска Н_тр=_тр^дЕ₀ переходят в теплоту, которая повышает энтальпию водяного пара за ступенью (рис.7.12). Аналогично осуществляется повышение энтальпии, определяемое потерями от парциальности (Н_парц=_парцЕ₀) и влажности (Н_вл=_влЕ₀).

Механизм повышения энтальпии пара за ступенью за счет утечек связан со смешением потока протечки с основным потоком, проходящим через межлопаточные каналы ступени. Энтальпия пара утечек за ступенью равна энтальпии основного потока перед ступенью, так как в уплотнениях осуществляется процесс дросселирования. Поэтому при смешении протечки и основного потока за ступенью энтальпия водяного пара повышается на Н_ут=_утЕ₀ (рис. 7.12). В итоге сумма представленных ранее дополнительных потерь (Н) при построении процесса расширения пара в турбинной ступени откладывается в h,s- диаграмме на изобаре р₂. При этом потери с выходной скоростью откладываются последними, так как в зависимости от значения χ они могут откладываться по изоэнтропе.

Рис. 7.11. Зависимости _oi, _ол и коэффициентов дополнительных потерь в от отношения скоростей u/c_ф ступени

Рис. 7.12. Процесс расширения пара в турбинной ступени с учетом дополнительных потерь

Следует отметить, что для промежуточной ступени с 0_вс1, т.е. когда часть энергии с выходной скоростью Н_вс=с₂²/2 используется в последующей ступени, соответствующие доли откладываются в h,s- диаграмме, как это показано на рис. 7.12. При этом доля энергии, теряемая в данной ступени - (1-_вс)Н_вс, откладывается по изобаре р₂, а доля, переходящая в последующую ступень - _всН_вс, откладывается вертикально. В упрощенных расчетах принимают для промежуточных ступеней _вс=1.

15